JP4687571B2 - 可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム - Google Patents

可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム Download PDF

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Description

本発明は、圧縮比を可変とする可変圧縮比内燃機関の吸排気弁のバルブタイミングを制御するバルブタイミング制御システムに関する。
近年、内燃機関の燃費性能や出力性能などを向上させることを目的とした、内燃機関の圧縮比を可変にする技術が提案されている。この種の技術としては、シリンダブロックとクランクケースとを相対移動可能に連結するとともにその連結部分にカム軸を設け、前記カム軸を回動させてシリンダブロックとクランクケースとを、気筒の軸線方向に相対移動させることで燃焼室の容積を変更し、以て内燃機関の圧縮比を変更する技術が提案されている（例えば、特許文献１を参照。）。
内燃機関の圧縮比を変更すべく、内燃機関の機関要素の一部の配置、大きさ等を変更する場合、該内燃機関のクランクシャフトの回転と燃焼サイクルにおけるピストンの位置との相対関係がずれる場合がある。ここで、吸排気弁がクランクシャフトの動力によって駆動される場合やクランクアングルに基づいて吸排気弁の開閉時期であるバルブタイミングが制御される場合には、ピストンが圧縮行程上死点等の所定位置にある時期に対して吸排気弁のバルブタイミングが本来あるべきタイミングからずれる虞がある。
これに対し、可変バルブタイミング機構によって吸排気弁のバルブタイミングを上記のずれ量に基づき調整することによって吸排気弁のバルブタイミングが圧縮比の変更に伴ってずれることを可及的に抑制する技術も提案されている（例えば、特許文献２を参照。）。
ここで、圧縮比に応じて要求される吸排気弁のバルブタイミングは異なる場合があり、特に吸気弁のバルブタイミングにおいては、圧縮比が比較的高い場合には進角側に、圧縮比が低い場合には遅角側に要求される場合がある。しかし、上記の可変バルブタイミング機構において変更できる位相の幅よりも要求される位相の差が大きい場合には、上記の要求を満たすことができない虞があった。
特開２００３−２０６７７１号公報 特開２００５−３２５７０２号公報 特開２００１−２６３０９９号公報 実開昭６３−５２９０３号公報
本発明は、上記従来技術に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、内燃機関の圧縮比を変更した場合に、吸気弁または排気弁のバルブタイミングを圧縮比に応じて定められる所定の目標バルブタイミングに、より確実に変更することが可能な技術を提供することである。
上記課題を達成するために本発明の可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システムは、以下の手段を採用した。
即ち、内燃機関のシリンダブロックとクランクケースとを相対移動させることで該内燃機関の圧縮比を変更する圧縮比変更手段を備える可変圧縮比内燃機関であって、
前記クランクケース側に設けられるとともにクランク軸からの駆動力が伝達される第１
被駆動回転体と、
前記シリンダブロック側に設けられるとともに前記第１被駆動回転体に噛み合うことにより該第１被駆動回転体から前記駆動力が伝達される第２被駆動回転体と、
前記シリンダブロック側に設けられるとともにタイミングチェーン又はタイミングベルトを介して前記第２被駆動回転体から前記駆動力が伝達されるとともに、前記内燃機関の吸気弁若しくは排気弁のうち少なくとも何れかの駆動弁を開閉させる駆動軸に前記駆動力を伝達する駆動回転体と、
前記少なくとも何れかの前記駆動弁のバルブタイミングを変更するバルブタイミング変更手段と、
を備え、
前記バルブタイミング変更手段は、
前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が変更される際に前記駆動回転体と前記駆動軸との相対的な回転位相を変更することによって前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相を変更可能な第１位相変更機構と、
前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が変更される際に前記第１被駆動回転体と前記第２被駆動回転体とが噛み合いながら相対移動することに起因して前記第１及び第２被駆動回転体の相対的な回転位相が変更されることによって前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相を変更可能な第２位相変更機構と、
を有し、
前記第１及び第２位相変更機構によって前記駆動弁のバルブタイミングを前記圧縮比に応じて定められる所定の目標バルブタイミングに変更することを特徴とする。
このように構成された可変圧縮比内燃機関（以下、単に「内燃機関」ともいう。）においては、運転状態に応じて圧縮比を変更させる必要が生じたときに、圧縮比変更手段が圧縮比を変更する。ここで、前記圧縮比と内燃機関の運転状態とは密接な関係があり、且つ該運転状態に応じて該内燃機関に要求される吸排気弁のバルブタイミングが異なる場合がある。
例えば、前記内燃機関の機関負荷が比較的低い場合には、該内燃機関の圧縮比を高くして燃費の向上を図ることが考えられる（以下、「パーシャル燃費要求」ともいう。）。具体的には、前記吸気弁の開弁時期を進角させてバルブオーバーラップを確保し、所謂内部ＥＧＲを増大させるとともに、前記吸気弁の閉弁時期を進角させることによってポンプ損失を低減させ、内燃機関の燃費を向上させることが要求される場合がある。
一方、前記内燃機関が冷間始動時等の場合には、圧縮比を高くすることが困難である場合がある。該内燃機関のスタータ容量が小さい場合等には、圧縮比を高くして筒内圧力を上昇させると、クランキング回転数が充分に上がらない場合や、該内燃機関の振動が増大する虞があるからである。そのような場合には圧縮比を低く設定して燃料の蒸発を促進するため、前記内燃機関の筒内ガス温度を早期に昇温することが要求される（以下、「冷間始動要求」ともいう。）。具体的には、前記吸気弁の開弁時期を遅角させて負圧を増大させるとともに前記吸気弁の閉弁時期を遅角させて吸入空気量を増大させることによって、ポンプ損失を増大させて前記内燃機関の早期昇温を図ることが要求される場合がある。
従って、前記内燃機関における圧縮比が比較的高い場合においては前記吸気弁のバルブタイミングを進角側に制御することが要求され、圧縮比が低い場合においては前記吸気弁のバルブタイミングを遅角側に制御することが要求されることが多いと考えられる。
そこで、本発明に係る可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システムにおいては、バルブタイミング変更手段によって前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相を変更させることにより、前記駆動弁のバルブタイミングを前記圧縮比に応じて定められる所定の
目標バルブタイミングに変更させる。尚、所定の目標バルブタイミングとは、前記内燃機関における圧縮比に応じて定められる好適な前記吸気弁若しくは排気弁の開閉時期である。
ここで、前記バルブタイミング変更手段は前記駆動回転体と前記駆動軸との相対的な回転位相を変更することによって前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相を変更することが可能な第１位相変更機構を有している。従って、第１位相変更機構によって前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相を変更することにより前記駆動弁のバルブタイミングを前記圧縮比に応じて定められる所定の目標バルブタイミングに変更することができる。
更に、前記バルブタイミング変更手段は、前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が変更される際に前記第１被駆動回転体と前記第２被駆動回転体とが噛み合いながら相対移動することに起因して前記第１及び第２被駆動回転体の相対的な回転位相が変更されることによって前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相を変更することが可能な第２位相変更機構を有する。これにより、前記内燃機関の圧縮比が大きく変更されることによって前記第１被駆動回転体と前記第２被駆動回転体との相対移動量が増大するほど前記回転位相の変更量を大きくすることができる。
このように、前記バルブタイミング変更手段は、前記第１位相変更機構と前記第２位相変更機構の２種類のバルブタイミング変更手段を有するので、上記の進角側の要求と遅角側の要求の位相差が大きい場合に対しても、より確実に前記駆動弁のバルブタイミングを前記圧縮比に応じて定められる所定の目標バルブタイミングに変更することができる。
また、一般に、前記目標バルブタイミングは前記内燃機関における圧縮比の他に、該内燃機関の運転状態によっても異なる。これに対し、本発明における前記第２位相変更機構によって変更される前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相は前記圧縮比が変更される際の前記第１被駆動回転体と前記第２被駆動回転体との相対移動量に応じて変更される。
そして、前記第２位相変更機構による前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相が変更される際に、前記駆動弁のバルブタイミングと前記目標バルブタイミングとが異なる場合がある。
これに対し、本発明における前記第１位相変更機構は、前記第２位相変更機構によって変更された前記駆動弁のバルブタイミングと前記目標バルブタイミングとの差を低減するように、前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相を変更させても良い。
即ち、前記第２位相変更機構によって変更された前記駆動弁のバルブタイミングと前記目標バルブタイミングとの差が生じても、前記第１位相変更機構によって前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相の変更量を調整することによって、より精度良く前記駆動弁のバルブタイミングを前記目標バルブタイミングに変更することが可能となる。
ここで、前記目標バルブタイミングは、前記内燃機関の圧縮比が比較的高い場合（例えば、パーシャル燃費要求時）には進角側に変更することにより該内燃機関の燃費を向上させ、該圧縮比が低い場合（例えば、冷間始動要求時）には遅角側に変更することにより該内燃機関を迅速に昇温することが望まれることが多い。
これに対し、本発明における前記第２被駆動回転体は、前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が高圧縮比側に変更された場合に、該第２被駆動回転体の前記第１被駆動回転体に対する相対的な回転位相が前記駆動軸の前記クランク軸に対する位相が進角する方向に変更されるべく配置され、
前記目標バルブタイミングは、前記圧縮比が高いほど、より大きく進角するように設定されても良い。
そして、前記第２被駆動回転体の前記第１被駆動回転体に対する相対的な回転位相を前記駆動軸の前記クランク軸に対する位相が進角する方向に変更するために、前記第２被駆動回転体は、前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が高圧縮比側に変更された場合に、該第２被駆動回転体における前記第１被駆動回転体との接点が該第２被駆動回転体の回転方向に対して逆方向の位置に変更されるべく配置されても良い。
これにより、前記内燃機関の圧縮比を高圧縮比側に変更した場合に、前記第２被駆動回転体の前記第１被駆動回転体に対する相対的な回転位相を進角させることによって、前記駆動軸の前記クランク軸に対する位相を進角することができる。更に、前記圧縮比がより大きく変更されるほど、前記第２被駆動回転体の前記第１被駆動回転体に対する相対移動量は増大し、前記駆動軸の前記クランク軸に対する位相をより進角側に変更することができる。
ここで、本発明における前記駆動回転体は、前記吸気弁を開閉させる吸気側の駆動軸に前記駆動力を伝達する吸気側駆動回転体と前記排気弁を開閉させる排気側の駆動軸に前記駆動力を伝達する排気側駆動回転体とからなり、単一の前記タイミングチェーン又はタイミングベルトにより前記吸気側駆動回転体及び前記排気側駆動回転体に前記第２被駆動回転体からの前記駆動力が伝達される場合には、前記第２位相変更機構によって前記駆動軸の前記クランク軸に対する回転位相を変更することによって、前記吸気弁及び排気弁の前記バルブタイミングが連動して変更される。ところが、前記排気弁のバルブタイミングは前記内燃機関の圧縮比が前記内燃機関の運転状態に応じて変更される場合においても、一定に維持することが要求される場合がある。
これに対し、本発明に係る可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システムにおいては、前記クランクケース側に設けられるとともに前記吸気側駆動回転体と前記排気側駆動回転体との間において前記タイミングチェーン又はタイミングベルトに当接することにより該タイミングチェーン又はタイミングベルトの張り具合を変更するタイミング変更テンショナを備え、
前記バルブタイミング変更手段は、
前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が変更される際に前記タイミング変更テンショナと前記タイミングチェーン又はタイミングベルトとが相対移動することに起因して、前記吸気側駆動回転体と前記排気側駆動回転体とを相対的に逆方向に回転させるとともに前記吸気側の駆動軸と前記排気側の駆動軸との回転位相を変更可能な第３位相変更機構を有していても良い。
上記構成によれば、前記圧縮比変更手段によって前記内燃機関の圧縮比が変更される際に、シリンダブロック側に設けられる前記吸気側駆動回転体及び前記排気側駆動回転体と、前記クランクケース側に設けられる前記タイミング変更テンショナが相対移動することに伴い、前記タイミングチェーン又はタイミングベルトと前記タイミング変更テンショナとの相対位置が変更される事によって該タイミングチェーン又はタイミングベルトの張り具合が変更される。
そして、上記のように前記タイミング変更テンショナと前記タイミングチェーン又はタイミングベルトとは該吸気側駆動回転体と該排気側駆動回転体との間において当接するため、前記吸気側駆動回転体と前記排気側駆動回転体とを相対的に逆方向に回転させることができる。尚、上記の「相対的に逆方向に回転させる」とは前記吸気側駆動回転体または前記排気側駆動回転体の回転が逆回転する意味ではなく、前記吸気側駆動回転体に対する
前記排気側駆動回転体の相対的な回転位相が進角または遅角することを意味する。
このように、前記吸気側駆動回転体と前記排気側駆動回転体との相対的な回転位相を変更することによって前記吸気側の駆動軸と前記排気側の駆動軸との回転位相が変更され、以って前記吸気弁と前記排気弁との相対的なバルブタイミングの位相を変更することができる。
また、本発明において、前記吸気側駆動回転体及び前記排気側駆動回転体の回転方向、径、前記タイミング変更テンショナの前記タイミングチェーン又はタイミングベルトに対する配置を変更しても良い。これにより、前記回転位相の変更する方向（進角・遅角）、該回転位相の変更量を設定することが可能である。
例えば、前記吸気側駆動回転体及び前記排気側駆動回転体の回転方向を時計回りと反時計回りとの間で変更することで、前記回転位相を逆方向に変更することができる。また、前記タイミング変更テンショナが当接する前記タイミングチェーン又はタイミングベルトの面を表裏逆にすることで前記回転位相を逆方向に変更することができる。
更に、前記タイミング変更テンショナが前記タイミングチェーン又はタイミングベルトに当接する位置ついては、前記排気側駆動回転体と前記排気側駆動回転体との間の中央で当接させることによって前記回転位相の変更量は最小となり、
前記排気側駆動回転体または前記排気側駆動回転体のどちらか一方に近づけて当接させる場合には前記回転位相の変化量を増大させることができる。また、前記吸気側駆動回転体及び前記排気側駆動回転体の径を大きくするほど前記回転位相の変更量を減少させることができ、該径を小さくするほど前記回転位相の変更量を増大させることができる。
また、本発明において前記第３位相変更機構は、前記圧縮比変更手段が圧縮比を高く変更するほど前記排気側駆動回転体の前記吸気側駆動回転体に対する回転位相を遅角させても良い。
例えば、前記第２位相変更機構によって、前記内燃機関の圧縮比を高く変更するほど前記第１被駆動回転体に対する前記第２被駆動回転体の相対的な回転位相が進角側に変更する場合には、前記第３位相変更機構によって前記排気側駆動回転体の前記吸気側駆動回転体に対する回転位相を遅角させても良い。そうすれば、前記吸気側駆動回転体及び前記排気側駆動回転体の前記第１被駆動回転体に対する相対的な回転位相が進角側に変更されるとともに、前記排気側駆動回転体の前記吸気側駆動回転体に対する回転位相を遅角側に変更することができる。即ち、前記吸気側の駆動軸の前記クランク軸に対する相対的な回転位相の進角量を大きくするとともに、前記排気側の駆動軸の前記クランク軸に対する相対的な回転位相の進角量を小さくすることができる。
また、前記第２位相変更機構による前記第２被駆動回転体の前記第１被駆動回転体に対する回転位相の変更量と、前記第３位相変更機構による前記排気側駆動回転体の前記吸気側駆動回転体に対する回転位相の変更量とを略等しくしても良い。
これにより、前記吸気側の駆動軸の前記クランク軸に対する相対的な回転位相を進角させるとともに、前記排気側の駆動軸の前記クランク軸に対する相対的な回転位相を略変更させないことが可能となる。更に、前記バルブタイミング変更手段は、前記第２位相変更機構及び第３位相変更機構によっても前記吸気弁及び排気弁のバルブタイミングと前記目標バルブタイミングが異なる場合には、前記吸気弁及び排気弁のバルブタイミングが前記目標バルブタイミングとなるべく、前記第１位相変更手段によって前記吸気側駆動回転体と前記吸気側の駆動軸との相対的な回転位相、又は前記排気側駆動回転体と前記排気側の
駆動軸との相対的な回転位相を調整しても良い。これにより、より精度良く前記吸気弁及び排気弁のバルブタイミングと前記目標バルブタイミングとを略一致させることが可能となる。
本発明にあっては、内燃機関の圧縮比を変更した場合に、吸気弁または排気弁のバルブタイミングを圧縮比に応じて定められる所定の目標バルブタイミングに変更することができる。
以下に図面を参照して、この発明を実施するための最良の形態を例示的に詳しく説明する。本実施例に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置等は、特に特定的な記載がない限りは、発明の技術的範囲をそれらのみに限定する趣旨のものではない。
図１は、圧縮比を可変とする可変圧縮比内燃機関（以下、単に「内燃機関」という）１の概略構成を表す図である。尚、本実施例においては、内燃機関１における一部の構成要素の表示を省略している。シリンダ２内の燃焼室には、シリンダヘッド１０に設けられた吸気ポート１８を介して吸気管１９が接続されている。シリンダ２への吸気の流入は吸気弁５によって制御される。吸気弁５の開閉は、吸気側カム７の回転駆動によって制御される。また、シリンダヘッド１０に設けられた排気ポート２０を介して、排気管２１が接続されている。シリンダ２外への排気の排出は排気弁６によって制御される。排気弁６の開閉は排気側カム８の回転駆動によって制御される。更に、吸気ポート１８には燃料噴射弁１７が、シリンダ２の頂部には、点火プラグ１６が設けられている。そして、内燃機関１のクランクシャフト１３にコンロッド１４を介して連結されたピストン１５が、シリンダ２内で往復運動を行う。
ここで、内燃機関１においては、可変圧縮比機構によって、シリンダブロック３をクランクケース４に対してシリンダ２の軸線方向に相対移動させることで、内燃機関１の圧縮比が変更される。即ち、可変圧縮比機構が、シリンダブロック３と共にシリンダヘッド１０を、シリンダ２の軸線方向にクランクケース４に対して相対移動させることによって、シリンダブロック３、シリンダヘッド１０およびピストン１５によって構成される燃焼室の容積が変更され、その結果、内燃機関１の圧縮比が可変制御される。例えば、シリンダブロック３がクランクケース４から遠ざかる方向に相対移動されると、燃焼室容積が増えて圧縮比が低下する。従って、可変圧縮比機構は本実施例において圧縮比変更手段に相当する。
可変圧縮比機構は、軸部９ａと、軸部９ａの中心軸に対して偏心された状態で軸部９ａに固定された正円形のカムプロフィールを有するカム部９ｂと、カム部９ｂと同一外形を有し軸部９ａに対して回転可能且つカム部９ｂと同じように偏心状態で取り付けられた可動軸受部９ｃと、軸部９ａと同心状に設けられたウォームホイール９ｄと、ウォームホイール９ｄと噛み合うウォーム９ｅと、ウォーム９ｅを回転駆動させるモータ９ｆによって構成される。そして、カム部９ｂはシリンダブロック３に設けられた収納孔内に設置され、可動軸受部９ｃはクランクケース４に設けられた収納孔内に設置され、また、モータ９ｆは、シリンダブロック３に固定されており、シリンダブロック３と一体的に移動する。ここで、モータ９ｆからの駆動力は、ウォーム９ｅとウォームホイール９ｄとを介して軸部９ａに伝えられる。そして、偏心状態にあるカム部９ｂ、可動軸受部９ｃが駆動されることで、シリンダブロック３がクランクケース４に対してシリンダ２の軸線方向に相対移動させられる。
また、内燃機関１には、該内燃機関１を制御するための電子制御ユニット（以下、「ＥＣＵ」という）９０が併設されている。このＥＣＵ９０は、ＣＰＵの他、後述する各種のプログラム及びマップを記憶するＲＯＭ、ＲＡＭ等を備えており、内燃機関１の運転条件や運転者の要求に応じて内燃機関１の運転状態等を制御するユニットである。
ここで、アクセル開度センサ９２がＥＣＵ９０と電気的に接続されており、ＥＣＵ９０はアクセル開度に応じた信号を受け取り、それより内燃機関１に要求される機関負荷等を算出する。また、クランクポジションセンサ９１がＥＣＵ９０と電気的に接続されており、ＥＣＵ９０は内燃機関１の出力軸の回転角に応じた信号を受け取り、内燃機関１の機関回転速度や、該機関回転速度とギア比等から内燃機関１が搭載されている車両の車両速度等を算出する。
更に、可変圧縮比機構を構成するモータ９ｆがＥＣＵ９０と電気的に接続されている。そして、ＥＣＵ９０からの指令によりモータ９ｆが駆動されて、可変圧縮比機構による内燃機関１の圧縮比の変更が行われる。尚、この内燃機関１の圧縮比の変更は、内燃機関１の運転状態に基づいて行われる。従って、本実施例において圧縮比変更手段はＥＣＵ９０を含んで構成される。
次に、内燃機関１における吸気弁５及び排気弁６の開閉動作並びに該開閉動作を行う開閉機構について、図２に基づいて説明する。図２は、主に内燃機関１のバルブタイミング制御システムの機構を示す図であり、図２（ａ）はシリンダブロック３がクランクケース４に近づき、内燃機関１の圧縮比が比較的高い圧縮比（以下、単に「高圧縮比εＨ」という。）となっている状態を示し、図２（ｂ）はシリンダブロック３がクランクケース４から遠ざかり、内燃機関１の圧縮比が比較的低い圧縮比（以下、単に「低圧縮比εＬ」という。）となっている状態を示す。図２に示すように、シリンダブロック３がクランクケース４に対してシリンダ２の軸線方向にΔｈだけ相対移動することで、内燃機関１の圧縮比が変更される。
内燃機関１においては、吸気弁５の開閉動作は吸気側カム７によって行われる。この吸気側カム７は吸気側カムシャフト２２に取り付けられ、更に吸気側カムシャフト２２の端部には吸気側ギア２４が設けられている。更に、吸気側カムシャフト２２と吸気側ギア２４との相対的な回転位相を変更可能とする可変回転位相機構（以下、「吸気側ＶＶＴ」という）２３が設けられている。この吸気側ＶＶＴ２３は、ＥＣＵ９０からの指令に従って吸気側カムシャフト２２と吸気側ギア２４との相対的な回転位相を制御する。更に、吸気側カムシャフト２２の回転角を検出する吸気側カム角センサ９３が設けられ、吸気側カム角センサ９３とＥＣＵ９０が電気的に接続されている。
また、排気弁６の開閉動作は排気側カム８によって行われる。この排気側カム８は排気側カムシャフト２５に取り付けられ、更に排気側カムシャフト２５の端部には排気側ギア２７が設けられている。更に、排気側カムシャフト２５と排気側ギア２７との相対的な回転位相を変更可能とする可変回転位相機構（以下、「排気側ＶＶＴ」という。）２６が設けられている。この排気側ＶＶＴ２６は、ＥＣＵ９０からの指令に従って排気側カムシャフト２５と排気側ギア２７との相対的な回転位相を制御する。更に、排気側カムシャフト２５の回転角を検出する排気側カム角センサ９４が設けられ、排気側カム角センサ９４とＥＣＵ９０が電気的に接続されている。従って、吸気側ＶＶＴ２３、排気側ＶＶＴ２６は本実施例において第１位相変更機構に相当し、バルブタイミング変更手段の一部を構成する。
そして、吸気側カムシャフト２２と排気側カムシャフト２５の回転駆動は、クランクシ
ャフト１３の駆動力をチェーン３８によって伝達することで行われる。そこで、チェーン３８は、シリンダブロック３に設けられるとともにクランク側ギア３６と噛み合うリダクションギア３７と、吸気側ギア２４と、排気側ギア２７と、に掛けられることで、クランクシャフト１３の駆動力によって吸気弁５、排気弁６の開閉動作が行われる。ここで、クランク側ギア３６は本実施例における第１被駆動回転体に相当し、リダクションギア３７は本実施例における第２被駆動回転体に相当する。また、吸気側ギア２４、排気側ギア２７はそれぞれ本実施例において吸気側駆動回転体、排気側駆動回転体に相当する。
このように構成される内燃機関１においては、可変圧縮比機構によってシリンダブロック３をクランクケース４に対して相対移動させることで圧縮比を変更させる。本実施例においては、図２（ａ）に示す高圧縮比εＨの状態から、可変圧縮比機構によってシリンダブロック３をクランクケース４からΔｈだけ遠ざけることによって、図２（ｂ）に示す低圧縮比εＬの状態としている。その際、リダクションギア３７はシリンダブロック３に設けられることにより、シリンダブロック３と同様にリダクションギア３７もシリンダ２の軸線方向にΔｈだけ移動する。そうすると、クランク側ギア３６とリダクションギア３７とは噛み合いながら相対位置が変更される。
このように、本実施例における内燃機関１では、可変圧縮比機構によって内燃機関１の圧縮比が変更されることに連動して、クランク側ギア３６とリダクションギア３７との相対的な回転位相を変更することが可能である（以下、この機構を「クランク側可変回転位相機構」という。）。従って、クランク側可変回転位相機構は少なくともクランク側ギア３６とリダクションギア３７を含んで構成される。また、クランク側可変回転位相機構は本実施例において第２位相変更機構に相当し、吸気側ＶＶＴ２３、排気側ＶＶＴ２６とともにバルブタイミング変更手段の一部を構成する。
ここで、クランク側可変回転位相機構について、図３に基づいて詳しく説明する。図３は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比が変更されるときの、クランク側ギア３６とリダクションギア３７の相対位置を示す概念図である。図３（ａ）は内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨである状態を示し、図３（ｂ）は内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬである状態を示す。尚、図中の実線による矢印はクランク側ギア３６、リダクションギア３７の回転方向を示す。また、内燃機関１の圧縮比を変更する前であって、高圧縮比と低圧縮比との中間の圧縮比（以下、単に「中間圧縮比εＭ」という。）の状態におけるリダクションギア３７の位置を破線によって図中に示す。
図３（ａ）に示すように、内燃機関１の圧縮比を中間圧縮比εＭから高圧縮比εＨに変更すると、リダクションギア３７がシリンダ２の軸線方向であって、図３（ａ）中における破線の矢印の方向に移動する。ここで、リダクションギア３７はクランク側ギア３６に噛み合いながら移動するため、リダクションギア３７とクランク側ギア３６との接触状態が変更される。即ち、リダクションギア３７とクランク側ギア３６との接点は、点Ａからリダクションギア３７の回転方向とは逆方向の点Ｂに移動する。その結果、クランク側ギア３６に対するリダクションギア３７の相対的な回転位相が進角側に変更される。ここで、リダクションギア３７と吸気側ギア２４及び排気側ギア２７とはチェーン３８を介して同期回転しているため、クランクシャフト１３に対する吸気側カムシャフト２２及び排気側カムシャフト２５の回転位相が進角側に変更される。
一方、図３（ｂ）に示すように、内燃機関１の圧縮比が中間圧縮比εＭから低圧縮比εＬに変更されると、リダクションギア３７がシリンダ２の軸線方向であって図３（ｂ）中における破線の矢印の方向に移動する。そうすると、リダクションギア３７とクランク側ギア３６との接点は、点Ａからリダクションギア３７の回転方向と同じ方向の点Ｃに移動する。その結果、クランク側ギア３６に対するリダクションギア３７の相対的な回転位相
が遅角側に変更され、クランクシャフト１３に対する吸気側カムシャフト２２及び排気側カムシャフト２５の回転位相を遅角側に変更することができる。
以上のように、上記構成によれば、内燃機関１における圧縮比の変更に連動して、吸気弁５及び吸気弁６のバルブタイミングを変更することができる。即ち、内燃機関１の圧縮比を高圧縮比εＨに変更する際には上記バルブタイミングを進角側に、内燃機関１の圧縮比を低圧縮比εＬに変更する際には上記バルブタイミングを遅角側に変更することができる。
次に、内燃機関１の圧縮比を変更するときの、クランク側ギア３６とリダクションギア３７との相対移動量ｕ、リダクションギア３７の半径ｄ、クランク側ギア３６とリダクションギア３７との回転位相の変化量θの関係について、図４に基づいて説明する。
図４は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬ、中間圧縮比εＭ及び高圧縮比εＨの状態におけるクランク側ギア３６とリダクションギア３７の相対位置を示した概念図である。尚、内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨである状態を実線により、低圧縮比εＬである状態を一点鎖線により、中間圧縮比εＭである状態を破線により示す。また、上記の相対移動量ｕについては、圧縮比を中間圧縮比εＭから高圧縮比εＨに変更したときの相対移動量をｕ１、低圧縮比εＬに変更したときの相対移動量をｕ２とする。更に、上記の回転位相の変化量θについては、圧縮比を中間圧縮比εＭから高圧縮比εＨに変更したときの回転位相の変化量をθ１、低圧縮比εＬに変更したときの回転位相の変化量をθ２とする。そして、ｄ、ｕ１、ｕ２、θ１、θ２の関係は（１）式から（３）式により求められる。
ｔａｎθ１＝ｕ１／ｄ ・・・（１）
ｔａｎθ２＝ｕ２／ｄ ・・・（２）
ｄ＝（ｕ１＋ｕ２）／（ｔａｎθ１＋ｔａｎθ２） ・・・（３）
（１）式から（３）式に示されるように、内燃機関１の圧縮比を中間圧縮比εＭから高圧縮比εＨに変更したときの回転位相の変化量θ１は、半径ｄに対する相対移動量ｕ１の比によって設定され、中間圧縮比εＭから低圧縮比εＬに変更したときの回転位相の変化量θ２は、半径ｄに対する相対移動量ｕ２の比によって求めることができる。
従って、吸気弁５及び吸気弁６のバルブタイミングを圧縮比に応じた所望のタイミングにするために決定される回転位相の変化量θ１、θ２と圧縮比に応じた相対移動量ｕ１、ｕ２との関係から半径ｄを決定することができる。即ち、半径ｄを適切に設定することによって内燃機関１の圧縮比を高圧縮比εＨに変更した時と低圧縮比εＬに変更した時とに要求される最適なバルブタイミングに上記バルブタイミングを変更することができる。尚、上記（１）式から（３）式は内燃機関１における圧縮比を連続的に変更させる場合においても適用することができる。
図５は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比と、該圧縮比に応じて最適になると定められる吸気弁５及び排気弁６のバルブタイミング（以下、「目標バルブタイミング」という。）との関係を例示した図である。図５の横軸は内燃機関１の圧縮比を表し、縦軸は吸気弁５の目標バルブタイミングを表す。本実施例においては、内燃機関１の圧縮比を高くするほど吸気弁５のバルブタイミングを進角側に変更するものとした。これにより、圧縮比の比較的高い状態においては吸気弁５の開弁時期を進角させることにより、バルブオーバーラップを確保して内部ＥＧＲを増大させるとともに、吸気弁５の閉弁時期を進角させることによってポンプ損失を低減させ、内燃機関１の燃費を向上させることが可能となる。
一方、例えば冷間始動時等の様に内燃機関１の圧縮比が低い状態においては、吸気弁５の開弁時期を遅角させて負圧を増大させるとともに吸気弁５の閉弁時期を遅角させて吸入空気量を増大させることによって、ポンプ損失を増大させて内燃機関１の早期昇温を図ることが可能となる。
ここで、可変圧縮比機構によって内燃機関１の圧縮比を変更する際における吸気弁５、排気弁６のバルブタイミングを調整するための制御について、図６に基づいて説明する。図６は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比の変更時におけるバルブタイミング制御ルーチンを示すフローチャートである。尚、本ルーチンは一定のサイクルで繰り返し実行されるルーチンである。
先ず、Ｓ１０１では、内燃機関１の運転状態を検出する。この運転状態は、シリンダ２内での燃焼と関連する運転状態であって、内燃機関１の圧縮比が該燃焼に適しているか否かを判定するための基礎となる項目である。本実施例においては、クランクポジションセンサ９１からの信号に基づいて得られる機関回転速度と、アクセル開度センサ９２からの信号に基づいて得られる機関負荷とによって、内燃機関１の運転状態を検出する。この他に、内燃機関１における吸入空気量等によって運転状態を検出しても良い。Ｓ１０１の処理が終了すると、Ｓ１０２に進む。
Ｓ１０２においては、Ｓ１０１で検出された内燃機関１の運転状態に基づいて、内燃機関１の圧縮比が変更されるべきか否かが判定される。上述したように、内燃機関１の運転状態によってシリンダ２内で行われるべき燃焼は変動するため、該燃焼に適正な圧縮比へと変更することが要求される。そこで、Ｓ１０２においては内燃機関１の運転状態が現在設定されている圧縮比を変更すべき運転状態であるときはＳ１０３に進む。一方、内燃機関１の運転状態が現在設定されている圧縮比を変更する必要がない場合には本ルーチンを一旦終了する。
Ｓ１０３においては、Ｓ１０１において検出された内燃機関１の運転状態に基づいて、内燃機関１で行われる燃焼に最適な圧縮比（以下、「目標圧縮比」という。）が推定される。具体的には、例えば機関回転速度と機関負荷とで決定される内燃機関１の運転状態と、各運転状態における目標圧縮比との関係を予め実験等で求めておき、該関係を制御マップの形でＥＣＵ９０内に格納しておいても良い。そしてＳ１０３では、該制御マップに内燃機関１の運転状態をパラメータとしてアクセスすることで目標圧縮比が導出される。そして、Ｓ１０３の処理が終わるとＳ１０４に進む。
Ｓ１０４においては、Ｓ１０３で導出された目標圧縮比に基づいて設定される吸気弁５及び排気弁６の目標バルブタイミングが導出される。この目標バルブタイミングは、図５に示すように、例えば目標圧縮比と目標バルブタイミングとの関係を予め実験等で求めておき、該関係が格納されたマップから目標バルブタイミングを読み出すことにより導出するようにしても良い。Ｓ１０４の処理が終わるとＳ１０５に進む。
Ｓ１０５においては、Ｓ１０３において推定された目標圧縮比に基づいて、可変圧縮比機構によって、内燃機関１の圧縮比が目標圧縮比になるべく、シリンダブロック３とクランクケース４との相対移動が行われる。また、それと同時に、クランク側可変回転位相機構によってクランク側ギア３６とリダクションギア３７とが噛み合いながら相対位置が変更されることによって、吸気弁５及び排気弁６のバルブタイミングが目標バルブタイミングとなるべく変更される。尚、本実施例に係るリダクションギア３７の半径ｄは、圧縮比が変更されるときに、吸気弁５及び排気弁６のバルブタイミングが目標バルブタイミングになるように上記（１）式から（３）式によって予め求めておくものとした。Ｓ１０５の処理が終わるとＳ１０６に進む。
Ｓ１０６においては、クランク側可変回転位相機構によって変更された吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎと排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘを推定し、それぞれ目標バルブタイミングとのずれ量ΔＴｖｉｎ、ΔＴｖｅｘを導出する。また、ΔＴｖｉｎ、ΔＴｖｅｘはクランクポジションセンサ９１と吸気側カム角センサ９３、排気側カム角センサ９４とからの信号に基づいて導出しても良い。Ｓ１０６の処理が終わるとＳ１０７に進む。
Ｓ１０７においては、バルブタイミングのずれ量ΔＴｖｉｎ、ΔＴｖｅｘが所定の基準ずれ量ΔＴｖ以上であるか否か判定される。尚、所定の基準ずれ量ΔＴｖは予め実験的にもとめられるバルブタイミングのずれ量である。ここで、ΔＴｖｉｎ、ΔＴｖｅｘが所定の基準ずれ量ΔＴｖ以上であると判定された場合には、吸気弁５及び排気弁６のバルブタイミングＴｖｉｎ、Ｔｖｅｘを目標バルブタイミングに近づくように変更する必要があると判断され、Ｓ１０８に進む。一方、ΔＴｖｉｎ、ΔＴｖｅｘが所定の基準ずれ量ΔＴｖ未満であると判定された場合には、本ルーチンを一旦終了する。
Ｓ１０８においては、吸気側ＶＶＴ２３、排気側ＶＶＴ２６によってバルブタイミングのずれ量ΔＴｖｉｎ、ΔＴｖｅｘが解消する方向に吸気側ギア２４に対する吸気側カムシャフト２２の相対的な回転位相と、排気側ギア２７に対する吸気側カムシャフト２５の相対的な回転位相とを調整する。Ｓ１０８の処理が終わると本ルーチンを一旦終了する。
このように、本ルーチンによれば、内燃機関１の圧縮比の変更に連動し、クランク側可変回転位相機構によって吸気弁５及び排気弁６のバルブタイミング（Ｔｖｉｎ、Ｔｖｅｘ）を、該圧縮比に最適な予め設定される目標バルブタイミングに変更することが可能である。また、該Ｔｖｉｎ、Ｔｖｅｘが目標バルブタイミングと異なる場合においても、吸気側ＶＶＴ２３、排気側ＶＶＴ２６によって該Ｔｖｉｎ、Ｔｖｅｘを目標バルブタイミングにすることができる。
尚、本実施例においては、クランク側可変回転位相機構によって該Ｔｖｉｎ、Ｔｖｅｘを変更した後、吸気側ＶＶＴ２３、排気側ＶＶＴ２６によって該Ｔｖｉｎ、Ｔｖｅｘを調整しているが、圧縮比の変更と同時にクランク側可変回転位相機構と吸気側ＶＶＴと排気側ＶＶＴ２６とにより該Ｔｖｉｎ、Ｔｖｅｘを目標バルブタイミングに変更しても良い。
また、本実施例に係るクランク側可変回転位相機構において、クランク側ギア３６とリダクションギア３７とを相対移動させる方向はシリンダ２の軸線方向に限定されない。例えば、シリンダ２の軸線方向と垂直方向の成分も生じさせるようにクランク側ギア３６とリダクションギア３７を相対移動させるガイドをクランクケース４側に設けても良い。即ち、内燃機関１の圧縮比を変更する際に、上記のようなガイドの軌道に沿ってリダクションギア３７をクランク側ギア３６に対して相対移動させることにより、シリンダ２の軸線方向と垂直方向におけるリダクションギア３７とクランク側ギア３６との中心間距離を変化させることができる。
例えば、リダクションギア３７とクランク側ギア３６とのシリンダ２の軸線方向の相対移動量が同じ場合に、上記のシリンダ２の軸線方向と垂直方向における中心間距離が小さくなるように相対移動させた方が、該垂直方向における中心間距離が大きくなるように相対移動させた場合に比べてクランク側ギア３６とリダクションギア３７との回転位相の変化量を大きくすることができる。従って、リダクションギア３７とクランク側ギア３６とを相対移動させる際に、シリンダ２の軸線方向と垂直方向におけるリダクションギア３７の移動量を調整することによって、より精度良く吸気弁５及び排気弁６のバルブタイミングを変更することが可能となる。
また、本実施例に係るクランク側可変回転位相機構において、内燃機関１の圧縮比を高圧縮比側に変更するほど吸気弁５及び排気弁６のバルブタイミング（Ｔｖｉｎ、Ｔｖｅｘ）を進角側に変更する例を示したが、例えば、図３に示したクランク側ギア３６及びリダクションギア３７の回転方向が図示の方向と逆回転とする場合には、圧縮比を高圧縮比側に変更するほどＴｖｉｎ、Ｔｖｅｘを遅角側に変更することもできる。
また、本実施例において、吸気側カムシャフト２２と排気側カムシャフト２５の回転駆動は、クランクシャフト１３の駆動力をチェーン３８によって伝達することで行っているが、チェーン３８の代わりにタイミングベルトによって該駆動力を伝達しても良い。
次に、本発明に係る内燃機関のバルブタイミング制御システムの実施例１とは異なる実施例を説明する。尚、本実施例に係る内燃機関１において、図１に示す内燃機関１と同一の構成要素については同一の参照番号を付して、その説明は省略する。
図７は、図２と同様に、内燃機関１のバルブタイミング制御システムの機構を示す図であり、図７（ａ）は高圧縮比εＨとなっている状態を示し、図７（ｂ）は低圧縮比εＬとなっている状態を示す。図７に示すように、可変圧縮比機構によってシリンダブロック３がクランクケース４に対してシリンダ２の軸線方向にΔｈだけ相対移動することで、内燃機関１の圧縮比が変更される。また、実施例１に係る内燃機関１と同様に、シリンダブロック３に取り付けられているリダクションギア３７もシリンダ２の軸線方向にΔｈ移動する。
ここで、図２に示す内燃機関１のバルブタイミングの制御システムの機構との違いは、タイミング調整テンショナ３９、張力調整テンショナ４０が設けられている点である。尚、タイミング調整テンショナ３９は吸気側ギア２４と排気側ギア２７との間においてチェーン３８に当接している。
タイミング調整テンショナ３９はクランクケース４に設けられており、チェーン３８はシリンダブロック３に設けられる吸気側ギア２４、排気側ギア２７及びリダクションギア３７に掛けられており、内燃機関１の圧縮比が変更される際にタイミング調整テンショナ３９とチェーン３８との相対位置が変更される。従って、内燃機関１の圧縮比の変更に連動してチェーン３８の張り具合がタイミング調整テンショナ３９によって変更される。尚、タイミング調整テンショナ３９は本実施例においてタイミング変更テンショナに相当する。
また、張力調整テンショナ４０はシリンダブロック３に設けられており、吸気側ギア２４とリダクションギア３７との間においてチェーン３８に当接している。更に、張力調整テンショナ４０は、スプリング式又は油圧式のテンショナであってチェーン３８の撓みを抑制させるテンショナである。従って、タイミング調整テンショナ３９が吸気側ギア２４と排気側ギア２７との間においてチェーン３８の張り具合を変更する場合においても、チェーン３８全体の張力が必要以上に過大になること、又は撓むことが抑制される。
図８は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比が変更されるときの、クランク側ギア３６とリダクションギア３７の相対位置、タイミング調整テンショナ３９とチェーン３８との相対位置を示した概念図である。尚、図８中には吸気側ギア２４、排気側ギア２７、張力調整テンショナ４０を図示しているが、その他一部の構成要素の表示を省略している。また、内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨであるときの状態を実線によって示し、内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬであるときの状態を破線によって示す。更に、図中の実線によ
る矢印は本実施例における吸気側ギア２４、排気側ギア２７、クランク側ギア３６、リダクションギア３７の回転方向を示す。
図８に示すように、可変圧縮比機構によって内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨから低圧縮比εＬに変更されると、シリンダブロック３に設けられている吸気側ギア２４、排気側ギア２７、リダクションギア３７が図中の破線によって示される位置に移動する。一方、タイミング調整テンショナ３９はクランクケース４に設けられているため、内燃機関１の圧縮比が変更されても、クランクケース４との相対位置は変更されない。
従って、圧縮比が高圧縮比εＨから低圧縮比εＬに変更されることによってチェーン３８とタイミング調整テンショナ３９との相対位置が変更され、チェーン３８の張り具合が変更される。即ち、内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨから低圧縮比εＬに変更されるとチェーン３８の張力が増大し、チェーン３８は図中に破線の矢印によって示される方向に引張力が作用する。
ここで、上記の引張力はチェーン３８に噛み合う吸気側ギア２４及び排気側ギア２７に作用し、吸気側ギア２４と排気側ギア２７とは相対的に逆方向に回転する。その結果、本実施例における内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨから低圧縮比εＬに変更されることによって、排気側ギア２７の吸気側ギア２４に対する相対的な回転位相は進角側に変更される。一方、内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬから高圧縮比εＨに変更されることによって、排気側ギア２７は吸気側ギア２４に対して相対的に回転位相が遅角側に変更される。
即ち、内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨから低圧縮比εＬに変更されることによって、排気側カムシャフト２５の吸気側カムシャフト２２に対する相対的な回転位相を進角側に変更することができる。また、内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬから高圧縮比εＨに変更されることによって、排気側カムシャフト２５の吸気側カムシャフト２２に対する相対的な回転位相を遅角側に変更することができる。
尚、吸気側ギア２４及び排気側ギア２７の回転方向が逆方向である場合には、内燃機関１の圧縮比が変更されることによって排気側カムシャフト２５の吸気側カムシャフト２２に対する相対的な回転位相が変更される方向が上記の方向とは逆になる。そのような場合には、例えば、タイミング調整テンショナ３９がチェーン３８に当接する面を図８においてタイミング調整テンショナ３９がチェーン３８に当接する面とは表裏逆になるようにタイミング調整テンショナ３９を配置しても良い。そうすれば、吸気側ギア２４及び排気側ギア２７の回転方向に関わらず、内燃機関１の圧縮比を高圧縮比εＨから低圧縮比εＬに変更することによって、排気側カムシャフト２５の吸気側カムシャフト２２に対する相対的な回転位相を進角側に変更することが可能である。逆に、圧縮比を低圧縮比εＬから高圧縮比εＨに変更することによって、排気側カムシャフト２５の吸気側カムシャフト２２に対する相対的な回転位相を遅角側に変更することが可能となる。
以上のように、本実施例における内燃機関１においては、可変圧縮比機構によって内燃機関１の圧縮比が変更されることに連動し、吸気側カムシャフト２２と排気側カムシャフト２５との相対的な回転位相を変更可能となる（以下、この機構を「カムシャフト可変回転位相機構」という。）。従って、カムシャフト可変回転位相機構は少なくともタイミング調整テンショナ３９とチェーン３８を含んで構成される。尚、カムシャフト可変回転位相機構は本実施例において第３位相変更機構に相当し、吸気側ＶＶＴ２３、排気側ＶＶＴ２６、クランク側可変回転位相機構とともにバルブタイミング変更手段の一部を構成する。
次に、内燃機関１の圧縮比を変更するときの、カムシャフト可変回転位相機構によって
変更される排気側カムシャフト２５の吸気側カムシャフト２２に対する相対的な回転位相の変化量φについて、図９に基づいて詳しく説明する。
図９は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨ及び低圧縮比εＬの状態におけるタイミング調整テンショナ３９とチェーン３８との相対位置を示した概念図である。尚、図８と同様に、内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨである状態を実線によって、低圧縮比εＬである状態を破線によって示す。また、吸気側ギア２４、排気側ギア２７の回転方向、チェーン３８に作用する引張力の方向等は図８に示す方向と同様とし、詳しい説明を省略する。
また、本実施例における吸気側ギア２４及び排気側ギア２７のギア半径ｒは同じ大きさであり、吸気側ギア２４と排気側ギア２７との中心間距離はＬである。また、タイミング調整テンショナ３９は、吸気側ギア２４と排気側ギア２７との間の中央に設けられており（Ｌ１＝Ｌ／２）、タイミング調整テンショナ３９がチェーン３８に当接するチェーン３８の長手方向の長さはＬ２である。また、内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨから低圧縮比εＬに変更されるときの、シリンダブロック３に設けられている吸気側ギア２４及び排気側ギア２７のクランクケース４に対する相対移動量をΔｈ１とする。
ここで、内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨから低圧縮比εＬに変更されるときの、カムシャフト可変回転位相機構によって変更される排気側カムシャフト２５の吸気側カムシャフト２２に対する相対的な回転位相の進角量φは、排気側ギア２７の吸気側ギア２４に対する相対的な回転位相の変更量であり、吸気側ギア２４の遅角量φ１と排気側ギア２７の進角量φ２との和となる。ここで、圧縮比を高圧縮比εＨから低圧縮比εＬに変更することによりチェーン３８は図中に実線で示す状態から破線で示す状態になる。即ち、チェーン３８の長さがＬからＬ３に変更される。そして、チェーン３８の長さの変更量（Ｌ３−Ｌ）が吸気側ギア２４の遅角量φ１と排気側ギア２７の進角量φ２との和に等しいと考えられる。以上のことから、排気側カムシャフト２５の吸気側カムシャフト２２に対する相対的な回転位相の変化量φは（４）式によって求めることができる。
Figure 0004687571
（４）式に示すように、吸気側ギア２４及び排気側ギア２７のギア半径ｒを変更することによって回転位相の変化量φを変更することができる。また、本実施例においては、タイミング調整テンショナ３９を吸気側ギア２４と排気側ギア２７との間の中央でチェーン３８に当接するように配置しているが、吸気側ギア２４及び排気側ギア２７のどちらか一方のギアに近づけて配置しても良い。ここで、タイミング調整テンショナ３９をチェーン３８の長手方向に対して配置を変更する場合に、吸気側ギア２４と排気側ギア２７との中央に配置する場合には回転位相の変化量φが最小となり、どちらか一方のギア側に近づけて配置する場合には回転位相の変化量φを増大させることができる。
図１０は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比と、吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎと排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘとの位相の差との関係を例示した図である。図１０の横軸は内燃機関１の圧縮比を表し、縦軸は排気弁６の吸気弁５に対するバルブタイミングの位相差を表す。本実施例では内燃機関１の圧縮比を高くするほど、排気弁６の吸気弁５に対するバルブタイミングを相対的に遅角側に変更するものとした。
これにより、内燃機関１の圧縮比を高く変更するほどクランク側可変回転位相機構によって、クランク側ギア３６に対するリダクションギア３７の相対的な回転位相が進角側に
変更される場合においても、カムシャフト可変回転位相機構によって排気側ギア２７の吸気側ギア２４に対する回転位相を遅角することができる。従って、吸気側カムシャフト２２のクランクシャフト１３に対する相対的な回転位相の進角量を大きくするとともに、排気側カムシャフト２５のクランクシャフト１３に対する相対的な回転位相の進角量を小さくすることができる。
また、上述したカムシャフト可変回転位相機構を備えた内燃機関１のバルブタイミング制御システムにおいて、図６に示すバルブタイミング制御ルーチンを適用可能である。その場合、バルブタイミング制御ルーチンにおけるＳ１０５では、Ｓ１０３において推定された目標圧縮比に基づいて、可変圧縮比機構によってシリンダブロック３とクランクケース４との相対移動が行われることに伴い、カムシャフト可変回転位相機構によって吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎに対する排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘを相対的に遅角側に変更させる。
ここで、図１１は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比と、吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎ及び排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘとの関係を例示した図である。また、図１１中の実線によって吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎを示し、破線によって排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘを示す。本実施例においては、上記のカムシャフト可変回転位相機構によって遅角される排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘの変更量は、クランク側可変回転位相機構により進角された排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘの変更量に等しくさせるものとした。その結果、図１１に示すように、吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎは圧縮比が高圧縮比側に変更されるほど進角側に変更するとともに、排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘは圧縮比の変更に関わらず一定のタイミングに維持することが可能となる。
次に、図７に示したカムシャフト可変回転位相機構と構成の異なる第２カムシャフト可変回転位相機構について、図１２に基づいて説明する。図１２は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比が変更されるときの第２カムシャフト可変回転位相機構の概念図である。図１２（ａ）は内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨである状態を示し、図１２（ｂ）は内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬである状態を示す。また、図１２はタイミング調整テンショナ３９とチェーン３８を中心に図示しており、一部の構成要素の表示を省略している。尚、図中の矢印は本実施例における吸気側ギア２４、排気側ギア２７の回転方向を示す。
図１２に示すように、タイミング調整テンショナ３９にはテンショナ結合部材４１が組み合わされ、テンショナ結合部材４１は梃子の原理を利用した機構となっている。このテンショナ結合部材４１は、力点部４１ａ、支点部４１ｂ、作用点部４１ｃから構成されている。更に、力点部４１ａはシリンダブロック４に、支点部４１ｂはクランクケース３に設けられており、作用点部４１ｃはタイミング調整テンショナ３９に接合されている。また、本実施例におけるテンショナ結合部材４１には力点部４１ａ、支点部４１ｂ、作用点部４１ｃが直列に配置されている。
上記構成によれば、内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨから低圧縮比εＬに変更されると、吸気側ギア２４及び排気側ギア２７がシリンダ２の軸線方向にΔｈ２だけ相対移動することにより、力点部４１ａと支点部４１ｂとがシリンダ２の軸線方向にΔｈ２だけ相対移動する。一方、作用点部４１ｃと支点部４１ｂとは、支点部４１ｂの相対移動の方向とは逆向きにシリンダ２の軸線方向にΔｈ３だけ相対移動する。従って、タイミング調整テンショナ３９とチェーン３８との相対移動量はΔｈ２とΔｈ３との和となる。
以上のように、テンショナ結合部材４１が設けられていないカムシャフト可変回転位相機構に比べて、タイミング調整テンショナ３９とチェーン３８との相対移動量を増大させ
ることにより、排気側カムシャフト２５の吸気側カムシャフト２２に対する相対的な回転位相をより進角側に変更することができる。
尚、上記の相対移動量Δｈ２、Δｈ３は力点部４１ａと支点部４１ｂとの距離及び作用点部４１ｃと支点部４１ｂとの距離とに比例する。従って、力点部４１ａの位置に比べて作用点部４１ｃの位置を支点部４１ｂからより遠ざけることによって、相対移動量Δｈ３を相対移動量Δｈ２に比べてより増大させることが可能となる。
次に、上記の第２カムシャフト可変回転位相機構と構成の異なる第３カムシャフト可変回転位相機構について、図１３に基づいて説明する。図１３は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比が変更されるときの第３カムシャフト可変回転位相機構の概念図である。図１３（ａ）は内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨである状態を示し、図１３（ｂ）は内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬである状態を示す。また、図１３はタイミング調整テンショナ３９とチェーン３８を中心に図示しており、一部の構成要素の表示を省略している。尚、図中の矢印は本実施例における吸気側ギア２４、排気側ギア２７の回転方向を示す。
ここで、第３カムシャフト可変回転位相機構にはテンショナ結合部材４１と異なる構成の第２テンショナ結合部材４２が設けられている。この第２テンショナ結合部材４２には、支点部４２ｂ、力点部４２ａ、作用点部４２ｃが、この順に直列に配置されている。また、力点部４２ａはシリンダブロック４に、支点部４２ｂはクランクケース３に設けられており、作用点部４１ｃはタイミング調整テンショナ３９に接合されている。また、タイミング調整テンショナ３９は、該タイミング調整テンショナ３９がチェーン３８に対して当接する面が第２カムシャフト可変回転位相機構に係るタイミング調整テンショナ３９とは表裏逆になるように配置されている。
上記構成によれば、内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨから低圧縮比εＬに変更されると、吸気側ギア２４及び排気側ギア２７がシリンダ２の軸線方向にΔｈ２だけ相対移動することにより、力点部４２ａと支点部４２ｂとがシリンダ２の軸線方向にΔｈ２だけ相対移動する。一方、作用点部４２ｃは、支点部４１ｂの相対移動の方向と同じ方向に支点部４１ｂに対してΔｈ４だけ相対移動する。また、上記のように、吸気側ギア２４及び排気側ギア２７は力点部４２ａ及び作用点部４２ｃの相対移動する方向と同じ方向にΔｈ２だけ相対移動するため、タイミング調整テンショナ３９とチェーン３８との相対移動量はΔｈ４とΔｈ２との差となる。
また、上記の相対移動量Δｈ２、Δｈ４は支点部４２ｂと力点部４２ａとの距離と、支点部４２ｂと作用点部４２ｃとの距離と、に比例する。従って、力点部４２ａの位置に比べて作用点部４２ｃの位置を支点部４２ｂからより遠ざけることによって、相対移動量Δｈ４を相対移動量Δｈ２に比べてより増大させることが可能となる。その結果、タイミング調整テンショナ３９とチェーン３８との相対移動量を増大させることにより、排気側カムシャフト２５の吸気側カムシャフト２２に対する相対的な回転位相をより進角側に変更することができる。
次に、本発明に係る内燃機関のバルブタイミング制御システムの実施例１及び２とは異なる実施例を説明する。本実施例において、内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨに変更される時にピストン１５と吸気弁５及び排気弁６とが干渉すること（以下、「バルブスタンプ」という。）を抑制する内燃機関のバルブタイミング制御システムについて説明する。
図１４は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比が変更されるときの、クランク側可変回転位相機構及びカムシャフト可変回転位相機構の概念図である。内燃機関１の圧縮比が高
圧縮比εＨであるときの状態を実線によって示し、低圧縮比εＬであるときの状態を破線によって示す。また、図中の矢印は本実施例における吸気側ギア２４、排気側ギア２７、クランク側ギア３６、リダクションギア３７の回転方向を示す。
図示のように、図１４に示したクランク側可変回転位相機構及びカムシャフト可変回転位相機構と、実施例２の図８において示したクランク側可変回転位相機構及びカムシャフト可変回転位相機構とは、クランク側ギア３６とリダクションギア３７との配置位置が異なり、且つタイミング調整テンショナ３９がチェーン３８に対して当接する面が異なる。
図１４に示すように、内燃機関１の圧縮比を低圧縮比εＬから高圧縮比εＨに変更すると、リダクションギア３７とクランク側ギア３６との接点は、圧縮比を変更する前に比べてリダクションギア３７の回転方向と同じ方向の位置にずれる。その結果、クランク側ギア３６に対するリダクションギア３７の相対的な回転位相が遅角側に変更される。即ち、クランク側可変回転位相機構によりクランクシャフト１３に対する吸気側カムシャフト２２及び排気側カムシャフト２５の回転位相を遅角側に変更することができる。
一方、カムシャフト可変回転位相機構によって排気側ギア２７の吸気側ギア２４に対する相対的な回転位相を進角側に変更される。即ち、排気側カムシャフト２５の吸気側カムシャフト２２に対する回転位相を進角側に進角することができる。
図１５は、本実施例に係る内燃機関１の圧縮比と、吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎ及び排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘとの関係を例示した図である。また、図中の実線は吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎを示し、破線は排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘを示す。本実施例においては内燃機関１の圧縮比が高く、ピストン１５とシリンダヘッド１０との距離が小さくなる場合に、吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎをクランク角に対して遅角させ、排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘをクランク角に対して進角させる。これにより、圧縮比が変更されてもバルブオーバーラップを確保することができるとともにバルブスタンプが生じることを抑制することができる。
次に、本発明に係る内燃機関のバルブタイミング制御システムの実施例１から３とは異なる実施例を説明する。本実施例においては、内燃機関１の圧縮比の変更時における吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎ及び排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘを独立して変更可能な内燃機関のバルブタイミング制御システムについて説明する。
図１６は、本実施例に係るクランク側可変回転位相機構の概念図である。本実施例におけるクランク側可変回転位相機構は、吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎ、排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘを独立して変更するための、吸気側リダクションギア３７ａ、排気側リダクションギア３７ｂがそれぞれ設けられており、クランクシャフト１３の駆動力は吸気側チェーン３８ａ、排気側チェーン３８ｂを介して吸気側ギア２４及び排気側ギア２７に伝達される。また、内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨであるときの各ギアの相対位置を実線により、内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬであるときの各ギアの相対位置を破線によって示す。また、図中の矢印は各ギアの回転方向を示す。
図１６に示す構成によれば、内燃機関１の圧縮比を低圧縮比εＬから高圧縮比εＨに変更すると、シリンダブロック３に設けられている吸気側リダクションギア３７ａ及び排気側リダクションギア３７ｂとクランク側ギア３６とが噛み合いながら相対移動する。その結果、吸気側リダクションギア３７ａのクランク側ギア３６に対する回転位相を相対的に進角側に変更し、排気側リダクションギア３７ｂのクランク側ギア３６に対する回転位相を相対的に遅角側に変更することができる。一方、圧縮比を高圧縮比εＨから低圧縮比ε
Ｌに変更するときは、吸気側リダクションギア３７ａを相対的に遅角させるとともに、排気側リダクションギア３７ｂを相対的に進角させることができる。また、上記の回転位相の変更量は吸気側リダクションギア３７ａ及び排気側リダクションギア３７ｂの半径を変更することにより調整することができる。
以上により、本実施例に係るクランク側可変回転位相機構は、圧縮比を高圧縮比側に変更するほど、吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎを進角側に変更するとともに排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘを遅角側に変更することが可能である。また、吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎにおける位相の変更量と、吸気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘにおける位相の変更量とを異ならせることも可能となる。
また、本実施例においては圧縮比を高圧縮比側にするほど吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎを進角側に変更し、排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘを遅角側に変更したが、低圧縮比側にするほど吸気弁５のバルブタイミングＴｖｉｎを進角側に変更し、排気弁６のバルブタイミングＴｖｅｘを遅角側に変更しても良い。そのようにするための構成として、クランク側ギア３６の回転方向を本実施例に示す方向とは逆方向に回転させる構成や、吸気側ギア２４と排気側ギア２７との配置を入れ替える構成を例示することができる。
本発明に係る内燃機関の概略構成を示した図である。 実施例１に係る内燃機関のバルブタイミング制御システムの機構を示した図である。（ａ）は内燃機関の圧縮比が高圧縮比εＨである状態を示した図である。（ｂ）は内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬである状態を示した図である。 実施例１に係る内燃機関の圧縮比が変更されるときの、クランク側ギアとリダクションギアの相対位置を示す概念図である。（ａ）は内燃機関１の圧縮比が高圧縮比εＨである状態を示した概念図である。（ｂ）は内燃機関の圧縮比が低圧縮比εＬである状態を示した概念図である。 実施例１に係る内燃機関の圧縮比が低圧縮比εＬ、中間圧縮比εＭ及び高圧縮比εＨの状態におけるクランク側ギアとリダクションギアの相対位置を示した概念図である。 実施例１に係る内燃機関の圧縮比と吸気弁及び排気弁の目標バルブタイミングとの関係を例示した図である。 実施例１に係る内燃機関の圧縮比の変更時におけるバルブタイミング制御ルーチンを示すフローチャートである。 実施例２に係る内燃機関のバルブタイミング制御システムの機構を示した図である。（ａ）は内燃機関の圧縮比が高圧縮比εＨである状態を示した図である。（ｂ）は内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬである状態を示した図である。 実施例２に係る内燃機関の圧縮比が変更されるときの、クランク側ギアとリダクションギアの相対位置、タイミング調整テンショナとチェーンとの相対位置を示した概念図である。 実施例２に係る内燃機関の圧縮比を高圧縮比εＨ及び低圧縮比εＬの状態におけるタイミング調整テンショナとチェーンとの相対位置を示した概念図である。 実施例２に係る内燃機関の圧縮比と吸気弁のバルブタイミングＴｖｉｎと排気弁のバルブタイミングＴｖｅｘとの位相の差との関係を例示した図である。 実施例２に係る内燃機関の圧縮比と吸気弁バルブタイミングＴｖｉｎ及び排気弁のバルブタイミングＴｖｅｘとの関係を例示した図である。 実施例２に係る内燃機関の圧縮比が変更されるときの第２カムシャフト可変回転位相機構の概念図である。（ａ）は内燃機関の圧縮比が高圧縮比εＨである状態を示した概念図である。（ｂ）は内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬである状態を示した概念図である。 実施例２に係る内燃機関の圧縮比が変更されるときの第３カムシャフト可変回転位相機構の概念図である。（ａ）は内燃機関の圧縮比が高圧縮比εＨである状態を示した概念図である。（ｂ）は内燃機関１の圧縮比が低圧縮比εＬである状態を示した概念図である。 実施例３に係る内燃機関の圧縮比が変更されるときの、クランク側可変回転位相機構及びカムシャフト可変回転位相機構の概念図である。 実施例３に係る内燃機関の圧縮比と吸気弁のバルブタイミングＴｖｉｎ及び排気弁のバルブタイミングＴｖｅｘとの関係を例示した図である。 実施例４に係るクランク側可変回転位相機構の概念図である。
符号の説明
１・・・可変圧縮比内燃機関（内燃機関）
２・・・シリンダ
３・・・シリンダブロック
４・・・クランクケース
５・・・吸気弁
６・・・排気弁
７・・・吸気側カム
８・・・排気側カム
１３・・・クランクシャフト
１５・・・ピストン
２２・・・吸気側カムシャフト
２３・・・吸気側ＶＶＴ
２４・・・吸気側ギア
２５・・・排気側カムシャフト
２６・・・排気側ＶＶＴ
２７・・・排気側ギア
３６・・・クランク側ギア
３７・・・リダクションギア
３７ａ・・・吸気側リダクションギア
３７ｂ・・・排気側リダクションギア
３８・・・チェーン
３８ａ・・・吸気側チェーン
３８ｂ・・・排気側チェーン
３９・・・タイミング調整テンショナ
４０・・・張力調整テンショナ
４１・・・テンショナ結合部材
４１ａ・・・力点部
４１ｂ・・・支点部
４１ｃ・・・作用点部
４２・・・第２テンショナ結合部材
９０・・・ＥＣＵ

Claims (10)

  1. 内燃機関のシリンダブロックとクランクケースとを相対移動させることで該内燃機関の圧縮比を変更する圧縮比変更手段を備える可変圧縮比内燃機関であって、
    前記クランクケース側に設けられるとともにクランク軸からの駆動力が伝達される第１被駆動回転体と、
    前記シリンダブロック側に設けられるとともに前記第１被駆動回転体に噛み合うことにより該第１被駆動回転体から前記駆動力が伝達される第２被駆動回転体と、
    前記シリンダブロック側に設けられるとともにタイミングチェーン又はタイミングベルトを介して前記第２被駆動回転体から前記駆動力が伝達されるとともに、前記内燃機関の吸気弁若しくは排気弁のうち少なくとも何れかの駆動弁を開閉させる駆動軸に前記駆動力を伝達する駆動回転体と、
    前記少なくとも何れかの前記駆動弁のバルブタイミングを変更するバルブタイミング変更手段と、
    を備え、
    前記バルブタイミング変更手段は、
    前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が変更される際に前記駆動回転体と前記駆動軸との相対的な回転位相を変更することによって前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相を変更可能な第１位相変更機構と、
    前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が変更される際に前記第１被駆動回転体と前記第２被駆動回転体とが噛み合いながら相対移動することに起因して前記第１及び第２被駆動回転体の相対的な回転位相が変更されることによって前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相を変更可能な第２位相変更機構と、
    を有し、
    前記第１及び第２位相変更機構によって前記駆動弁のバルブタイミングを前記圧縮比に応じて定められる所定の目標バルブタイミングに変更するものであって、
    前記第２被駆動回転体は、前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が変更された場合に、該第２被駆動回転体の前記第１被駆動回転体に対する相対的な回転位相が前記駆動軸の前記クランク軸に対する位相が前記目標バルブタイミングの方に移動する方向に変更されるべく配置され、
    前記目標バルブタイミングは、前記圧縮比の変更量が大きいほど、その変更量がより大
    きくなるように設定されることを特徴とする可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム。
  2. 前記第１位相変更機構は、前記第２位相変更機構によって変更された前記駆動弁のバルブタイミングと前記目標バルブタイミングとの差を低減するように、前記駆動軸と前記クランク軸との回転位相を変更することを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム。
  3. 前記第２被駆動回転体は、前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が高圧縮比側に変更された場合に、該第２被駆動回転体の前記第１被駆動回転体に対する相対的な回転位相が前記駆動軸の前記クランク軸に対する位相が進角する方向に変更されるべく配置され、
    前記目標バルブタイミングは、前記圧縮比が高いほど、より大きく進角するように設定されることを特徴とする請求項１又は２に記載の可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム。
  4. 前記第２被駆動回転体は、前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が高圧縮比側に変更された場合に、該第２被駆動回転体における前記第１被駆動回転体との接点が該第２被駆動回転体の回転方向に対して逆方向の位置に変更されるべく配置されることを特徴とする請求項３に記載の可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム。
  5. 前記駆動回転体は、前記吸気弁を開閉させる吸気側の駆動軸に前記駆動力を伝達する吸気側駆動回転体と前記排気弁を開閉させる排気側の駆動軸に前記駆動力を伝達する排気側駆動回転体とからなり、単一の前記タイミングチェーン又はタイミングベルトにより前記吸気側駆動回転体及び前記排気側駆動回転体に前記第２被駆動回転体からの前記駆動力が伝達され、
    前記クランクケース側に設けられるとともに前記吸気側駆動回転体と前記排気側駆動回転体との間において前記タイミングチェーン又はタイミングベルトに当接することにより該タイミングチェーン又はタイミングベルトの張り具合を変更するタイミング変更テンショナを備え、
    前記バルブタイミング変更手段は、
    前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が変更される際に前記タイミング変更テンショナと前記タイミングチェーン又はタイミングベルトとが相対移動することに起因して、前記吸気側駆動回転体と前記排気側駆動回転体とを相対的に逆方向に回転させるとともに前記吸気側の駆動軸と前記排気側の駆動軸との回転位相を変更可能な第３位相変更機構を有することを特徴とする請求項１から４の何れかに記載の可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム。
  6. 前記第３位相変更機構は、前記圧縮比変更手段が圧縮比を高く変更するほど前記排気側駆動回転体の前記吸気側駆動回転体に対する回転位相を遅角させることを特徴とする請求項５に記載の可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム。
  7. 前記第２位相変更機構による前記吸気側駆動回転体及び前記排気側駆動回転体の前記第１被駆動回転体に対する回転位相の変更量と、前記第３位相変更機構による前記排気側駆動回転体の前記吸気側駆動回転体に対する回転位相の変更量とを略等しくすることを特徴とする請求項６に記載の可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム。
  8. 前記第２被駆動回転体は、前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が高圧縮比側に変更された場合に、該第２被駆動回転体の前記第１被駆動回転体に対する相対的な回転位相が前記駆動軸の前記クランク軸に対する位相が遅角する方向に変更されるべく配置され、
    前記目標バルブタイミングは、前記圧縮比が高いほど、より大きく遅角するように設定
    されることを特徴とする請求項１又は２に記載の可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム。
  9. 前記第２被駆動回転体は、前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が高圧縮比側に変更された場合に、該第２被駆動回転体における前記第１被駆動回転体との接点が該第２被駆動回転体の回転方向と同じ方向の位置に変更されるべく配置されることを特徴とする請求項８に記載の可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム。
  10. 前記駆動回転体は、前記吸気弁を開閉させる吸気側の駆動軸に前記駆動力を伝達する吸気側駆動回転体と前記排気弁を開閉させる排気側の駆動軸に前記駆動力を伝達する排気側駆動回転体とからなり、単一の前記タイミングチェーン又はタイミングベルトにより前記吸気側駆動回転体及び前記排気側駆動回転体に前記第２被駆動回転体からの前記駆動力が伝達され、
    前記クランクケース側に設けられるとともに前記吸気側駆動回転体と前記排気側駆動回転体との間において前記タイミングチェーン又はタイミングベルトに当接することにより該タイミングチェーン又はタイミングベルトの張り具合を変更するタイミング変更テンショナを備え、
    前記バルブタイミング変更手段は、
    前記圧縮比変更手段によって前記圧縮比が変更される際に前記タイミング変更テンショナと前記タイミングチェーン又はタイミングベルトとが相対移動することに起因して、前記吸気側駆動回転体と前記排気側駆動回転体とを相対的に逆方向に回転させるとともに前記吸気側の駆動軸と前記排気側の駆動軸との回転位相を変更可能な第３位相変更機構を有し、
    前記第３位相変更機構は、前記圧縮比変更手段が圧縮比を高く変更するほど前記排気側駆動回転体の前記吸気側駆動回転体に対する回転位相を進角させることを特徴とする請求項８又は９に記載の可変圧縮比内燃機関のバルブタイミング制御システム。
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